花键校核
花键轴的设计与校核
花键轴的设计与校核
花键轴的设计与校核
（1）轴设计参数
（2）初步估算轴的直径，查表取A=98
取155mm
（3）花键设计计算
花键材料轴材料选调质处理，花键模数取；齿数取；渐开线齿形，平根，压力角为30度。
分度圆直径
基圆直径
内花键大径基本尺寸：
内花键小径基本尺寸：；
外花键大径基本值：；
外花键小径基本值：；
花键强度验算：
静连接
式中，——齿间载荷分配不均匀系数，一般取0.7～0.8;
——花键齿数；
——花键齿侧面的工作高度，mm。
对矩形花键，其中D和d分别为花键轴的外径和内径，c为齿顶的倒圆半径，对渐开线花键h=m，其中m为模数；
——花键的平均直径，mm。
对矩形花键，对渐开线花键，其中d为分度圆直径；
——齿的工作长度，mm；
许用挤压应力为120～220MPa
不均匀系数
强度合格。
文档内容仅供参考。
KISSsoft 渐开线花键强度计算【可用于车桥的制动凸轮轴、半轴、贯通轴花键的校核计算】
KISSsoft 渐开线花键强度计算
渐开线花键的计算，《机械设计》书中有简化的算法，有兴趣可以翻看下。
本例使用KISSsoft软件进行计算。
1.打开KISSsoft软件。
2.软件有语言选择项，根据需要选择。
（本例选择中文。
建议按英文版进行学习。
）
3.选择进入花键强度计算模块。
【也可以在下面箭头所指的地方选择“自行输入”，自己根据需要定义花键参数】
4.进入“负荷”标签栏，选择计算方法（默认是仅计算几何，需要根据需要选择强度计算的方法。
），填写载荷信息。
5.点击计算按钮，完成计算。
此时下边栏会出现计算结果概要。
6.点击“创建报告”按钮获得计算报告。
可以参考详细的计算结果。
【包含有应力信息和安全系数信息】
至此，简单的渐开线花键的强度校核流程就完成了。
【过程仅供参考，请自行购买专业的软件教程进行学习。
】。
渐开线花键强度校核
渐开线花键强度校核
渐开线花键是一种用于连接轴与套筒的紧固件，其形状为一个渐开线
的花键沟槽。
渐开线花键具有一定的承载能力和连接刚度，因此在工程领
域中得到广泛应用。
为了保证渐开线花键的强度和可靠性，在设计时需要
进行强度校核。
1.确定工作参数：首先需要确定渐开线花键的工作参数，包括轴和套
筒的材料特性、温度等环境因素，以及花键的尺寸和几何形状。
2.计算受力情况：根据花键的几何形状和工作参数，可计算花键在受
力情况下的应力分布情况。
花键的主要受力方式包括拉伸、剪切和弯曲。
3.弹性应力校核：在弹性范围内，花键的应力应小于材料的屈服强度。
根据受力情况和材料特性，计算花键在拉伸、剪切和弯曲等情况下的最大
应力。
4.强度校核：根据花键的尺寸和几何形状，计算花键在最不利受力情
况下的最大应力，并与花键的材料特性进行比较。
如果应力小于材料的屈
服强度，则花键强度合格；否则，需要进行强度优化设计。
5.可靠性校核：在弹性应力校核的基础上，考虑实际工作环境的不确
定性和安全系数，进行可靠性校核。
根据可靠性理论，计算花键的安全系数，并与设计要求进行比较。
在实际工程中，渐开线花键的强度校核需要考虑多个因素，如花键的
几何形状、材料特性、受力情况、工作环境等。
其中，材料的强度和可靠
性是关键因素，需要根据材料的力学性能和可靠性参数进行校核。
总结起来，渐开线花键的强度校核是一个复杂的过程，需要综合考虑多个因素。
通过合理的计算和分析，可以确保渐开线花键的安全可靠性，提高工程的品质和可靠性。
矩形花键校核
参数 花键输入扭矩T 外花键大径D 内花键小径d 结合长度L 最小键宽Sfn 键数N 材料屈服强度σ0.2 材料抗拉强度σb
间接参数
平均圆直径dm 全齿高h 工作齿高hw
名义切向力Ft 载荷计算 单位载荷W
单位 N.m mm mm mm mm
Mpa Mpa
mm mm mm
N
值 22000.00
M（p1.a25~1.5 ）
MPa
合格ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
35.81 1.40 1.25 1.20 1.30 1.40
252.49
齿根弯曲应力σF
齿根抗弯强度 校核
抗弯强度的计算安全系数SF
齿根许用弯曲应力[σF]
比较σF/[σF]
Mpa （1.25~2.0 0） Mpa
合格
23.13
1.50 263.74
转换系数K 作用直径dh
103.00 90.50
254.00 19.05 8.00
965.00 1080.00
96.75 6.25 6.25
454780.36 223.81
齿面压应力σH
齿面接触强度的计算安全系数SH
齿面接触强度 校核
使用系数K1 齿侧间隙系数K2
分配系数K3
轴向偏载系数K4
齿面许用压应力[σH]
比较σH/[σH]
0.45
mm
95.44
齿根抗剪强度
切应力τtn 齿根圆角半径ρ 齿根抗剪强度 h/ρ 应力集中悉数atn 齿根最大切应力τFmx 许用切应力[τF] 比较τFmx/[τF]
Mpa mm
MPa MPa
128.88 0.50
12.50 3.80
489.96 131.87
(完整word版)花键强度校核
花键强度校核一、已知条件1、花键副基本参数齿数:z =21模数：m= 2压力角：a =30º花键结合长度:l=64mm外花键大径：mm D ee 2.45=外花键小径：mm D ie 41=钩身内径D=270mmh 为截面高度δ为截面宽=75mm2、钩身强度计算钩身主弯曲截面（水平截面)A-A 是最危险的截面，其次是与铅垂线成45°的截面B —B 和垂直面C —C 。
（1）截面A-A 内侧最大拉应力：5.2S A A A t D K F Qh σσ≤= A F =4107675.2⨯mm2A K =1)21ln(2-++Dh h h D A A =0。
141 MPa MPa S t 1375.292.92270141.0107675.236910715.245=<=⨯⨯⨯⨯⨯=σσ(2）截面B —B 内侧合成应力：5.2322s t στσσ≤+=∑ 2)5.0(6707.0707.0δδσB B B B t h e Q D K F Qh -⨯+= MPa 88.7775378)5.12755.0(10715.26707.0270144.010835.237810715.2707.02545=⨯-⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯= B F Q 707.05.1⨯=τ=4510835.210715.2707.05.1⨯⨯⨯⨯=10。
156 其中:B F =410835.2⨯mm2B K =0。
144 代入5.2322s t στσσ≤+=∑得∑σ=79.85MPa ＜137MPa所以B-B 截面通过（3）截面C-C 内侧合成应力： 5.221sττττ≤+=∑ 其中：纯剪切应力c F Q 5.11=τ=15。
34MPa C F =410655.2⨯mm2 扭转应力：τδτW e Q )5.0(2-= 62210735.235475291.0⨯=⨯⨯==c h K W δτ 代入得τδτW e Q )5.0(2-==2。
花键强度校核程序
花键基础输入数据
Z
15
M
1.5
αD
30
drg
Dee
24
mm
Die
20.25
mm
Dii
21.23
mm
L
19
mm
X
0
ρ
0.2
花键强度校核（GB/T 17855-1999）
校核项目 计算值（MPa） 许用值（MPa） 齿面接触强度 σH 47 [σH] 275 齿根弯曲强度 σF 70 [σF] 432 齿根剪切强度 τFmax 334 [τF] 216 扭转与弯曲强度 σv 178 [σv] 344 齿面耐磨损能力 σH 47 [σH1] 205 长期无磨损能力 σH 47 [σH2] 24
T
180
Nm
材料的屈服强度
σ 0.2 780 Mpa
材料的拉伸强度
σb
980 Mpa
弯曲强度的计算安全系数
SF
1
齿面接触强度的计算安全系数 SH 1.25
使用系数
K1
1.25
齿侧间隙系数
K2
1.1
分配系数
K3
1.1
轴向偏载系数
K4
1.5
转换系数
K
0.15
齿面耐磨损许用压应力
[σ H1] 205 Mpa
齿面耐磨损许用压应力
[σ H2]
24
Mpa
弯矩
Mb
0
Hale Waihona Puke Nm/T 17855-1999）
校核结果
通过 通过 齿根剪切强度能力不足 通过 能在10e8循环次以下正常工作 不能长期无磨损工作
输入花键轴和花键设计方案校核
第四部分 轴的设计与校核4.1输入花键轴设计与校核4.1.1材料、性能参数选择以及输入花键轴的设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数假设转速min /900r n =；轴所传递的扭矩mm N T ⋅⨯=31018.3(2)轴的材料选择:因为花键轴齿轮左端同样是和花键齿轮啮合，所以由表选用45（调质），根据材料主要性能表查得：抗拉强度极限MPa b 640=σ，屈服强度极限MPa s 355=σ，弯曲疲劳极限MPa 2751=-σ，剪切疲劳极限MPa 1551=-τ，屈服许用弯曲应力为[]MPa 601=-σ(3)根据机械设计手册式12.3-1计算轴的最小直径： []3min 5τTd ≥根据表12.3-2取[]MPa 35=τ 代入数据得：[]mm Td 69.73531805533min =⨯=≥τ (4)因为轴上有花键，所以采用增大轴径的方法来增加轴的强度。
根据选用的轴承为94276/-T GB 深沟球轴承16003，根据轴承标准件查的其轴径是17mm ，长度是7mm ；借鉴双踏板设计，此处的定位右边是利用矩形花键的外轴径定位，左端是定位是箱体孔，采用过盈配合夹紧。
矩形花键长度是57.5mm ，为了便于加工与左端轴承的配合，直接将左端轴承处一起加工，总长为64.5mm 。
根据所选用的花键为420166⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d N ，其轴径为20mm ，，右端为94276/-T GB 深沟球轴承16005，所以它的轴径为25mm 长度为8mm ，定位是靠右端大轴花键828246⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d N 的长度为7mm ，有段突出部分轴径12mm ，长度也是12mm ，最后轴的设计总长为98.5mm 。
其中齿轮定位采用弹性挡圈定位。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
4.1.2输入花键轴二维图标注和三维图如下：4.1.3输入花键轴的校核（1）最小轴径校核公式[]MPa MPa d W T 3538.914.31216318016πT 33min max =<=⨯⨯===ττ 满足条件，所以设计合理。
花键强度校核
牌号
20CrMnTi 40Cr 45
材料力学性能 抗拉强度[ห้องสมุดไป่ตู้b]
1080
980 600
屈服强度[σ S]
835
785 355
原动机（输入端） 均匀、平衡 轻微冲击
使用系数K1
工作机（输出端） 均匀、平衡 中等冲击 严重冲击
1
1.25 1.75或更大
1.25
1.5 2.00或更大
中等冲击
1.5
1.75 2.25或更大
σs
Mpa
齿面接触强度安全系数
SH
/
齿根弯曲强度安全系数
SF
/
使用系数
K1
/
齿侧间隙系数
K2
/
分配系数
K3
/
轴向偏载系数
K4
/
应力转换系数
K
/
齿面压溃许用应力
σH1
Mpa
齿面磨损许用应力
σH2
Mpa
弯矩
Mb
N·m
作用直径
dh
mm
应力集中系数
αtn
/
名义切向力
Ft
N
单位载荷
W
N/mm
剪切应力
τtn
Mpa
Mpa
461.5384615
Mpa
47.05909414
满足要求
Mpa
230.7692308
Mpa
253.7486071
不满足要求
Mpa
356.8376068
Mpa
189.4013449
D Db hS Dfenax
sin(a)
25 未经热处 21.65064 理
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3.3.5花键的连接强度计算
花键连接的强度计算与键连接相似，首先根据连接的结构特点、使用要求和工作条件选定花键类型和尺寸，然后进行必要的强度校核计算。
花键的主要失效形式是工作面被压溃（静连接）或工作面过度磨损（动连接）。
因此静连接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动连接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。
计算时，假定载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上的压力的合力F 作用在平均直径d m 处，即传递的转矩T=zFd m /2,并引入系数Ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，则花键连接的强度条件为
静连接 σp =m 3
zhld
10·2ΨT ≤[σp ]
动连接 p=
m 3zhld 10·2ΨT ≤[p]
式中: Ψ——载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般去Ψ=0.7~0.8，齿数多时取偏小值；
z ——花键的齿数；
l ——齿的工作长度；mm
h ——花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h=（D-d ）/2-2C,此处D 为外花键的大径，d 为内花键的小径，C 为倒角尺寸，单位均为mm ；渐开线花键，a=30°，h=m ，a=45°，h=0.8m ，m 为模数；
d m ——花键的平均直径，矩形花键，d m =（D+d ）/2;渐开线花键，d m =d i ，d i 为分度圆直径，mm ；
[σp ]——花键连接的许用挤压应力，MPa ；
[p]——花键连接的许用压力，，MPa ；
花键传递的转矩
T=zFd m /2
T=64×23518×0.32÷2=240824N ·m
σp =m 3
zhld
10·2ΨT =65≤[σp ]。